3.2.2 R 及R/r 确定比值R/r 对弹簧的载荷及应力特性都有影响，从材料利用率的角度，比值在1.8～2.0时，碟形弹簧储存弹性的能力为最大，就是说弹簧的质量利用率和好。

因此设计用来缓和冲击，吸收振动等需要储存大量弹性能时的碟簧时选用。

对于汽车离合器的膜片弹簧，设计上并不需要储存大量的弹性能，而是根据结构布置与分离的需要来决定，一般R/r 取值为1.2～1.3.对于R,膜片弹簧大端外径R 应满足结构上的要求和摩擦片的外径相适应，大于摩擦片内径，近于摩擦片外径。

此外，当H ，h 及R/r 等不变时，增加R 有利于膜片弹簧应力的下降。

初步确定R/r=5.82108=1.313.2.3 膜片弹簧起始圆锥底角汽车膜片弹簧一般起始圆锥底角α在10°～14°之间，α≈)(r R H -代入数值计算可得：α=11°15′3.2.4 膜片弹簧小端半径及分离轴承的作用半径r f 的值主要由结构决定，最小值应大于变速器第一轴花键外径，分离轴承作用半径r p 大于 r f因为花键外径D=32㎜要使2 r f ＞D ，所以取r f =25㎜，r p =28㎜3.2.5 分离指数目、切槽宽、窗孔槽宽、及半径汽车离合器膜片弹簧的分离指数目n ＞12，一般在18左右，采用偶数，便于制造时模具分度切槽宽1δ≈4㎜，2δ≈12㎜，窗孔半径r e 一般情况下由（r －r e ）≈(0.8～1.4) 2δ,所以取r －r e =12δ=12㎜ 可取得n=18, 1δ≈4㎜，2δ≈12㎜, r e =70.53.2.6 承环的作用半径和膜片与压盘接触半径由于采用推式膜片弹簧，l ，L 的大小将影响膜片弹簧的刚度，一般来说，l 值应尽量靠近r 而略大与r 。

L 应接近R 略小于R 。

可选择：l=84㎜，L=108㎜3.2.7 膜片弹簧材料制造膜片弹簧用的材料，应具有高的弹性极限和屈服极限，高的静力强度及疲劳强度，高的冲击强度，同时应具有足够大的塑性变形性能。

按上述要求，国内常用的膜片弹簧材料为硅锰钢60Si2MnA 。

3.2.8 膜片弹簧的计算碟形弹簧当其大、小端部承受压力时，载荷P 与变形久之间有如下关系：()()()()1211121111111ln /261f Eh R r R r R r P H H h R r R r R r r r πλλλμ⎡⎤⎛⎫⎛⎫--=--+⎢⎥ ⎪⎪-----⎝⎭⎝⎭⎣⎦式 ( 3-1)式中，E —弹性模数，钢材料取E=2.0×105Mp ； μ—泊松比，钢材料取0.3 h —弹簧片厚，㎜ H —碟簧部分内截锥高，㎜ 1λ—大端变形，㎜R —碟簧部分外半径（大端半径），㎜ r —碟簧部分内半径，㎜L —膜片弹簧与压盘接触半径，㎜ l —支承环平均半径，㎜ 根据式（3-1）可得出下表表3-1由不同的λ-值,计算P -及P1和1λ,计算结果列表依据上表3-1的数据画出P 1—λ1曲线如下图3-5图3.53.2.9 膜片弹簧的强度计算前述膜片弹簧的载荷与变形之间的关系式，是在假定膜片弹簧在承载过程中，其子午截面无变形而只是刚性地绕该截面上的某一中性点O 转动的条件下推导出的。

根据这一假定可知，截面在O 点处沿圆周方向的切向应变为零，因而该点处的切向应力亦为零。

O 点以外的截面上的点，一般均产生切向应变，故亦有切向应力。

若如图5.4所示以中性点O 为坐标原点在子午截面处建立x-y 坐标系，则截面上任意点的切向应力为：x e y a x E t +-⎪⎭⎫ ⎝⎛-∙-=ϕϕϕμσ212（3-2）式中：ϕ—碟簧部分子午截面的转角，rad ；a —膜片弹簧自由状态时的圆锥底角，rad ；图3.6中性点O 为坐标原点在子午截面处建立x-y 坐标系e —中性点O 的半径，mm ； )/ln(r R rR e -=。

把有关数值代入计算得:当B σ=1565.7MPa因为膜片弹簧的材料为60Si2MnA,该材料许用应力[σ]为1700--1900MPa 而当B σ=1565.7Mpa ＜1700，所以该膜片弹簧满足要求，比较合适。

膜片弹簧的结构尺寸和工作要求见零件图。

3.3 扭转减振器简单设计3.3.1 扭转减振器的结构简单介绍带扭转减振器的的从动盘结构简图如下图3.7所示弹簧摩擦式:图3.7带扭转减振器的从动盘总成结构示意图1—从动盘；2—减振弹簧；3—碟形弹簧垫圈；4—紧固螺钉；5—从动盘毂；6—减振摩擦片 7—减振盘；8—限位销由于现今离合器的扭转减振器的设计大多采用以往经验和实验方法通过不断筛选获得,且越来越趋向采用单级的减振器。

减振器结构尺寸简图如图3.8图3.8减振器尺寸简图3.3.2 减振弹簧设计在初步选定减振器的主要参数过后，即根据布置上的可能性来确定减振器弹簧设计相关尺寸。

1.减振弹簧的分布半径R1：R 1的尺寸应尽可能取大些，一般取 R1=（0.65～0.75）d／2(式中d为离合器摩擦片内径)所以R1=0.7×150／2=52.5㎜2.减振弹簧数量Z：参看下表3-2表3-2减振弹簧数量选取表查上表3.2可得：Z=63.全部减振弹簧总的工作负荷Pz：Pz =Tj／R1（3-3）式中Tj 为极限转矩，其一般不会超过发动机转矩的2倍，一般可取Tj=1.5 Tmaxe所以Pz = Tj／R1=1.5 Tmaxe／R1=5114N4.单个减振弹簧的工作负荷PP= Pz／Z=5114N／6=681.8N （3-4）5.减振弹簧尺寸如下图图3.9减振弹簧计算简图弹簧中径D c :一般由结构布置来决定,通常D c =11～15㎜左右,取D c =11㎜, 弹簧钢丝直径d: 通常d 取3～4㎜，所以取d=3㎜在选定T i 过后，在结构设计范围内选定转角，一般在4°左右，极限可达12°在此选定6°。

现在大多数厂家倾向于采用单级，本设计也采用单级，根据经验可取：扭转刚度 K d =10T j =2148N.m ／rad 式（3-5） 弹簧刚度K ： K=nR K d11000=136.3N ／㎜ 式（3-6）减振弹簧的有效圈数i ： i=kD Gd c 348 式（3-7）式中，G 为材料的剪切模量，对碳钢可取G=8.3×104Mpa 代入相关数据 i=4.6减振弹簧的总圈数n,一般在6圈左右n=i+（1.5～2）=4.6+1.5=6取n=6减振弹簧的最小高度l min :l min =n(d+δ)≈1.1dn=1.1 ×3×6=19.8㎜ 式（3-8）减振弹簧总变形量：l ∆ =P ／R=681.8／136.3=5.01㎜ 式（3-9）减振弹簧自由高度l ο= l min +l ∆=19.8+5.01=24.8㎜ 式（3-10）减振弹簧预变形量： l '∆=1kZR T n式（3-11）T n =0.12×T max e =21.48N.m 所以l '∆=0.5㎜减振弹簧安装工作高度l= l ο－l '∆=24.3㎜ 式（3-12）6.从动片相对从动盘毂的最大转角:α=2arl ''∆／2R 1) 式（3-13）因为l ''∆=l ∆-l '∆=4.5㎜,所以α=4.92=5° 7.限位销与从动盘毂缺口间隙1λ=R 2sin α 式（3-14）式中R 2为限位销的安装尺寸，取R 2=53㎜ 所以1λ=4.5, 8.限位销直径d ′d ′按结构布置选定，一般d ′=9.5～12㎜,所以取d ′=10㎜3.4 离合器操纵机构摩擦片磨损后,其最大磨损量∆λ=Z c ×∆S 式（3-15）式中: Z c ——摩擦片总的工作面数∆S ——每一摩擦面工作面的最大允许磨损量，可取∆S =0.75㎜ 所以计算可得: ∆λ=2×0.75=1.5㎜故a 1λ=b 1λ－∆λ=1.23㎜⑶求离合器彻底分离时,分离轴承作用的载荷P 2()()()()1212121111111ln /261f Eh R r R r R r P H H h R r R r R r r r πλλλμ⎡⎤⎛⎫⎛⎫--=--+⎢⎥ ⎪⎪-----⎝⎭⎝⎭⎣⎦式（3-16） 由公式（3-16）取1λ=d 1λ则得:()()()()1212121111111ln /261d d d f Eh R r R r R r P H H h R r R r R r r r πλλλμ⎡⎤⎛⎫⎛⎫--=--+⎢⎥ ⎪⎪-----⎝⎭⎝⎭⎣⎦ 式（3-17） 代入有关数值,得P 2=1348N⑷求分离轴承的行程2λ2λ′=1λlL r l p -- 式（3-18）由公式(3-18)取1λ=f ∆时可得公式(3-19)2λ′=f∆lL r l p -- 式（3-19）代入相关数值计算得2λ′=7.6㎜又由下面两公式(3-20)和(3-21)1β=1－)(1e f r r n +πδ 式（3-20）2β=1－)(2r r n e +πδ 式（3-21）代入有关数据得: 1β=0.76 2β=0.63 由公式(3-22):"2λ=3226Eh r P pπ{11β[21(22pe r r －1)－2(p e r r －1)+ln p e r r +21β[21(22pr r －22pe r r )－2(p r r －pe r r )+lner r ]}式 (3-22)代入:"2λ =1.98㎜故2λ=2λ′+"2λ=9.6㎜3.5 离合器从动盘设计 3.5.1 从动盘结构简要介绍在现代汽车上一般都采用带有扭转减振的从动盘,用以避免汽车传动系统的共振,缓和冲击,减少噪声,提高传动系统零件的寿命,改善汽车行使的舒适性,并使汽车平稳起步。

从动盘主要由从动片，从动盘毂，摩擦片等组成，由下图3.1可以看出，摩擦片1，13分别用铆钉14，15铆在波形弹簧片上，而后者又和从动片铆在一起。

从动片5用限位销7和减振12铆在一起。

这样，摩擦片，从动片和减振盘三者就被连在一起了。

在从动片5和减振盘12上圆周切线方向开有6个均布的长方形窗孔，在在从动片和减振盘之间的从动盘毂8法兰上也开有同样数目的从动片窗孔，在这些窗孔中装有减振弹簧11，以便三者弹性的连接起来。

在从动片和减振盘的窗孔上都制有翻边，这样可以防止弹簧滑脱出来。

在从动片和从动盘毂之间还装有减振摩擦片6，9。

当系统发生扭转振动时，从动片及减振盘相对从动盘毂发生来回转动，系统的扭转能量会很快被减振摩擦片的摩擦所吸收。

图3.10带扭转减振器的从动盘1，13—摩擦片；2，14，15—铆钉；3—波形弹簧片；4—平衡块；5—从动片；6，9—减振摩擦；7—限位销；8—从动盘毂；10—调整垫片；11—减振弹簧；12—减振盘3.5.2 从动盘设计设计从动盘时一般应满足以下几个方面的要求:（1）为了减少变速器换档时齿轮间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小（2）为了保证汽车平稳起步、摩擦面片上的压力分布均匀等从动盘应具有轴向弹性（3）为了避免传动系的扭转共振以及缓和冲击载荷，从动盘中应装有扭转减振器（4）要有足够的抗爆裂强度3.5.3从动片的选择和设计设计从动片时要尽量减轻质量，并使质量的分布尽可能靠近旋转中心，以获得小的转动惯量。